JP2000515956A - Hydraulic emergency control for adjusting a constant tightening ratio in continuously variable winding transmissions - Google Patents

Hydraulic emergency control for adjusting a constant tightening ratio in continuously variable winding transmissions

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Abstract

(57)【要約】 本発明は、二次側および一次側の軸方向調節装置のそれぞれのピストン室に圧力媒体を供給するための開いた液圧回路に少なくとも１つのチョーク弁が配置されているような液圧非常制御装置に関する。一次側圧力および二次側圧力を調整するためにそれぞれ１つの一次側弁および二次側弁が使用される。各弁は、各１つの電磁操作式の、非常走行運転時には開いている前制御弁を介して制御される。前制御弁はオリフィス弁を介して特に二次側弁の出口に接続されている。一次側のピストン室内の圧力媒体圧力は付加的に、圧力制限弁によって制限される。このような圧力制限弁の出口は制御管路を介して、一次側の前制御弁と一次側弁との間に位置する制御管路に接続されている。これとともに、圧力制限弁の出口に配置された制御管路が、前制御弁から延びる制御管路内に開口する開口部と、この制御管路が一次側の前制御弁に通じる供給部から分岐する分岐部との間に、オリフィス弁が配置されている。液圧非常制御装置は、ポンプ圧送量もしくは機関回転数が低い場合にもコンスタントな締付け力比を可能にする。これにより、車両の発進時に、伝達比が「オーバドライブ」に向かってシフトすることが回避され、新たな発進時には伝達比が「ロー」に向かって調節されることが可能である。 SUMMARY OF THE INVENTION According to the invention, at least one choke valve is arranged in an open hydraulic circuit for supplying pressure medium to the respective piston chambers of the secondary and primary axial adjustment devices. Such a hydraulic emergency control device. One primary valve and one secondary valve are used to regulate the primary pressure and the secondary pressure, respectively. Each valve is controlled via an electromagnetically operated front control valve which is open during emergency driving. The front control valve is connected via an orifice valve, in particular to the outlet of the secondary valve. The pressure medium pressure in the piston chamber on the primary side is additionally limited by a pressure limiting valve. The outlet of such a pressure limiting valve is connected via a control line to a control line located between the primary front control valve and the primary side valve. At the same time, the control line arranged at the outlet of the pressure limiting valve has an opening opening into the control line extending from the front control valve, and the control line branches off from the supply portion communicating with the front side control valve on the primary side. An orifice valve is arranged between the branching portion and the branching portion. The hydraulic emergency control device allows a constant tightening force ratio even at low pumping rates or low engine speeds. This prevents the transmission ratio from shifting toward "overdrive" when the vehicle starts, and allows the transmission ratio to be adjusted toward "low" at the time of a new start.

Description

【発明の詳細な説明】 無段調節可能な巻掛け伝動装置において コンスタントな締付け比を調節するための 液圧非常制御装置 背景技術 本発明は、請求項１の上位概念に記載の形式の液圧非常制御装置から出発する 。 まだ公開されていないＤＥ１９６０９７８５明細書に基づき、電子制御式の連 続的に可変の伝動装置(continuously variable transmission，CVT)のための同 様の液圧非常制御装置が公知である。これに記載された、有利には自動車に使用 されるＣＴＶ伝動装置は、非常走行運転のための制御装置を有している。この制 御装置は、標準走行運転の電気的な制御装置の故障時に、高い伝達比を有する切 換位置をもたらし、これにより、より好適な再スタート条件および発進条件が得 られる。このような制御時には、特に、引張り手段とベルトプーリ対との間の、 二次側の締付け力に対する一次側の締付け力の比が、中間伝達比範囲にわたって コンスタントに保持される。この中間伝達比範囲においては、伝達比は被駆動軸 の所要トルクに応じて変化する。高いトルクが必要な場合には、停止状態から発 進を可能にする高い伝達比が選択され、これに対し て低いトルクが必要とされる場合、例えばエンジンブレーキトルクが発生すると 、小さな伝達比が生ぜしめられる。このために必要となる手段は、前記明細書に おいて第１図および第２図に示されている。 発明の利点 本発明による液圧非常制御装置は、標準走行運転中に作動する電気液圧式の制 御装置の助成なしに、無段変速式の巻掛け伝動装置を全伝達比範囲にわたって活 用するために必要となるものである。液圧非常制御装置によって、所定の種類の 車両において例えば山道における発進または地下ガレージからの発進を可能にす るために、車両スタート時にはロー範囲における発進伝達比が生ぜしめられるよ うになっている。同様に、走行速度が高く機関トルクが低い場合には、「オーバ ドライブ」範囲の伝達比が生ぜしめられるようになっている。この場合重要なの は、エンジンブレーキ運転中、例えば車両の制動時に、伝達比がオーバドライブ 範囲内にまで完全には低下せず、車両機関の、新たな始動または加速に起因する 急速な回転数上昇後すぐに「ロー」の方向に伝達比が調節されることである。 本発明による液圧非常制御装置の場合、締付け力比は、圧送されたポンプ容積 流もしくは機関回転数に応じて変化する。このことを目的として、一次側および 二次側の軸方向調節装置のそれぞれのピストン室に圧力媒体を供給するために、 開いた液圧回路において、 少なくとも１つのチョーク弁が配置されている。このチョーク弁で生ぜしめられ た、容積流に関連した圧力変化が、別の弁によって助成されて、対応するベルト プーリ対における圧着圧力を変化させる。一次側の圧力および二次側の圧力を調 整するために、それぞれ１つの一次側弁と二次側弁とが使用される。各弁は、非 常走行運転中には開いている各１つの電磁操作式の前制御弁を介して制御される 。これらの前制御弁はオリフィス弁を介して、特に二次側弁の出口に接続されて いる。一次側のピストン室内の圧力媒体圧は付加的に一次側圧力制限弁によって 制限される。このような圧力制限弁の出口は制御管路を介して、一次側の前制御 弁と一次側弁との間に位置する制御管路に接続されている。これと共に、圧力制 限弁の出口に配置された制御管路が前制御弁から延びる制御管路内に開口する開 口部と、前制御弁から延びる制御管路が、一次側の前制御弁に通じる供給管路か ら分岐する分岐部との間に、１つのオリフィス弁が配置されている。 このような液圧回路は、特にエンジンブレーキ運転中、つまり伝達比がオーバ ドライブの方向に動かされる場合に、非常走行運転時に機関回転数が短時間で上 昇すると、一次側の圧力制限弁の制限圧力を超えるような一次側の圧力上昇によ って反応する。これによりオリフィス弁と一次側弁の制御入口との間の制御管路 内に短時間滞留する圧力媒体が、一次側弁を戻し位置 に動かす。この戻し位置においては一次側のピストン室の圧力媒体がタンク内に 放圧される。これにより、巻掛け伝動装置の伝達比が上昇し、これにより車両の 新たな加速が可能になる。 本発明の別の構成が、請求項２以下および図面に示した実施例から得られる。 図面 本発明の実施例を、図面に液圧回路図の形で概略的に示した背景技術とともに 、次の図面および簡単に示した線図につき詳しく説明する。 第１図は、予め選択された締付け力比を調節するための液圧回路図である。 第２図は締付け力比の線図である。 第３図は一次側弁に通じる制御管路内にオリフィス弁を備えた、第１図と同様 の液圧回路図である。 第４図は別の２つのオリフィス弁を備えた、第３図と同様の液圧回路図である 。 実施例の説明 第１図は、無段変速式の巻掛け伝動装置の駆動側および被駆動側の圧力シリン ダの作動油圧力を制御するための液圧回路図から、従来技術に相当する部分を示 している。公知の巻掛け伝動装置１０は２つのベルトプーリ対を有している。こ れらのベルトプーリの間には、伝達手段１４、例えば摺動コマ板ベルト、チェー ン、Ｖベルトなどが配置されている。両ベルトプーリ 対はそれぞれ２つのベルトプーリ１１，１２；１５，１６から成っている。これ らのベルトプーリは液圧式に互いに緊定可能に形成されている。このために必要 なピストン部分およびシリンダ部分は、有利には少なくともベルトプーリの一部 に組み込まれている。これらの部分によって閉じ込められたピストン室は一次側 ではピストン室１３であり、二次側ではピストン室１７である。これらのピスト ン室は、調節しようとする伝達比に応じて、このために必要な作業圧力で負荷さ れる。一次側のベルトプーリ対は例えば車両機関によって駆動され、これに対し て二次側のベルトプーリは車両の駆動系に作用する。 ベルトプーリ対１１，１２と１５，１６とに必要な締付け力を付与するために 、例えば車両機関によって駆動された流体静力学的なポンプ７が両ピストン室１ ３，１７に作動油を供給する。ここに記載した構成においては、必要な被駆動側 の二次側圧力は、必要な駆動側の一次側圧力よりも大きいか、またはこれに等し い。 二次側のピストン室１７は、作業管路１０２と二次側圧力管路１０３とを介し て弁の介在なしに圧力媒体を供給される。二次側圧力は二次側弁６０および圧力 制限弁として形成された前制御弁７０によって調節される。両弁６０および７０ の間には作業管路１１１が位置している。作業管路１１１内には、前制御弁７０ の手前にオリフィス弁７７が配置されている。 二次側弁６０は外力により制御される圧力制限弁である。前制御弁７０は電磁 式に操作可能な圧力制限弁である。この圧力制限弁の出力はタンク内に放圧され る。前制御弁７０の制御管路７１はオリフィス弁７７の後ろで分岐している。こ の制御管路７１は付加的に液圧貯え器７５に接続されている。 ピストン室１３内の一次側オイル圧力は３ポート３位置・比例方向切換弁とし て形成された一次側弁２０によって調節される。作業管路１０４を介して二次側 圧力管路１０３からオイルを供給されるこのような一次側弁２０は、一次側圧力 管路１０５を介してピストン室１３に接続されている。一次側弁２０は一方では 左側に制御接続部２５を、他方では右側に機械的な戻しばね２１を有している。 一次側弁２０の流入接続部に通じる作業管路１０４には、チョーク弁２９が装着 されている。一次側圧力管路１０５からは作業管路１０６が分岐している。この 作業管路１０６は２つの圧力制限弁３０および４０を介して伝動装置潤滑媒体管 路１２１内に通じている。作業管路１０６内には、一次側弁２０の流出部に接続 された戻し管路１０７が開口している。このような開口と一次側圧力管路１０５ からの作業管路１０６の分岐部との間に、前記圧力制限弁３０が設けられている 。戻し管路１０７の開口と圧力制限弁４０との間では、作業管路１０６は作業管 路１１１に交差している。 作業管路１１１からは、別の作業管路１１２が分岐している。この作業管路１ １２は、電磁的に操作可能な圧力制限弁５０内で、タンク放圧部で終わっている 。圧力制限弁５０は一次側弁２０のための前制御弁である。前制御弁５０の手前 には、オリフィス弁５７が配置されている。このオリフィス弁５７と前制御弁５ ０の供給接続部との間には、制御管路５１が分岐している。この制御管路には液 圧貯え器５５が接続されている。この分岐部の領域には、制御管路２３が接続さ れている。この制御管路は一次側弁２０の制御接続部２５に通じている。 伝動装置潤滑媒体管路１２１とタンクとの間には、タンク戻し管路１２５が配 置されている。このタンク戻し管路は、例えばポンプ７の手前で作業管路１０１ 内に開口している。タンク戻し管路１２５には、潤滑圧力弁８０が装着されてい る。この潤滑圧力弁は圧力制限弁として形成されている。この圧力制限弁は潤滑 圧力を上方に向かって制限する。 電子制御装置の故障時には、前制御弁５０，７０の電磁石はもはや給電されな い。前制御弁５０，７０は開く。制御管路６２，２３の圧力は低下する。続いて 二次側弁６０が最大制限圧力を調節する一方、一次側弁２０は切換位置３に動か される。作業管路１０６内の圧力制限弁３０は、予め設定された最大一次側圧力 を超えると開く。圧力媒体は、二次側圧力管路１０３から作業管路１０４と、チ ョーク弁２９と、一次側弁２０と、一次側圧力管路１０５と、一次側の圧力制限 弁３０と、作業管路１０６とを介して、圧力制限弁４０に流れる。この圧力制限 弁４０において、前制御弁５０，７０を制御するための圧力媒体が提供される。 二次側弁６０および一次側の圧力制限弁３０の制限圧力がコンスタントである 場合には、ピストン室１３，１７にコンスタントな締付け力比Ｋp／Ｋsが生ぜし められる。 第２図は、一次側シリンダの締付け力Ｋpと二次側のシリンダの締付け力Ｋsと の間の比を、巻掛け伝動装置の伝達比ｉに関して概略的に示した線図である。こ の線図の横座標軸には伝達比が右に向かって増大するようにプロットされている 。「ロー」と呼ばれる最大伝達比が、通常の場合車両の発進時に選択されるのに 対して、「オーバドライブ」と呼ばれる最小伝達比は最高ギヤ段に相当する。伝 達比範囲全体をカバーする上側の曲線１は、全負荷運転時のトルク伝達に必要な 締付け力比を表している。やはり伝達範囲全体をカバーする下側の曲線２は、伝 達しようとするトルクがほぼゼロである場合のための締付け力比を再現している 。 第１図に示した液圧回路に基づき生ぜしめられた締付け力比Ｋp／Ｋsは、第２ 図においてはほぼ中央の 水平な線３に相当する。これによれば、例えば発進時のほぼ「ロー」の状態と、 ほぼ「オーバドライブ」の状態との間の伝達比調節が例えばより高速時のエンジ ンブレーキ運転中において可能である。 第１図に示した液圧回路はエンジン回転数が低い時に不都合を有している。こ の不都合は特に発進時に生ぜしめられる。規定の一次側制限圧力に達したあとに 一次側の圧力制限弁３０が開くと、場合によっては、ポンプ７によって圧送され た全ての容積流が、二次側弁６０が開くことなしに、チョーク弁２９と、一次側 弁２０と、一次側の圧力制限弁３０とを介して、圧力制限弁４０に導かれること がある。これにより、締付け力比は、チョーク弁２９の圧力低下と一次側の圧力 制限弁３０の制限圧力とによって規定される。二次側圧力の低下によって、締付 け力比Ｋp／Ｋsが上昇する、すなわち線３は線５に向かってずらされる。線５に おいては、伝動装置伝達比はエンジンブレーキ運転中にはオーバドライブに向か ってシフトさせられ、全負荷時には、「ロー」に向いた伝達比調節は僅かしか可 能ではない。このことは発進時には不都合である。 コンスタントな締付け力比を自動車機関の比較的低い回転数においても保証す るために、第３図に示した液圧回路図には、一次側の圧力制限弁３０’の出口が 、制御管路２４を介して、一次側の前制御弁５０に通じる制御管路２３に接続さ れている。制御管路２３に は、制御管路２４の開口部と前制御弁５０との間にオリフィス弁３１が配置され ている。付加的に、一次側弁２０の戻し接続部がタンクに結合されている。 非常走行運転時に一次側圧力が圧力制限弁３０’の制限圧力を超えると、圧力 媒体が一次側圧力管路１０５から、開かれた前制御弁５０を介してタンク内に流 入する。この際に圧力媒体は、作業管路１０６’と、一次側の圧力制限弁３０’ と、制御管路２４と、オリフィス弁３１を備えた制御管路２３とを通過する。 一次側の圧力制限弁３０’が充分に大きく開かれると、オリフィス弁３１の手 前で、制御管路２４内の圧力と、オリフィス弁３１と一次側弁２０との間の制御 管路２３内の圧力とが高まるので、一次側弁２０のスライダが、戻しばね２１の 力に抗して切換位置１に動かされる。これにより、一次側圧力管路１０５が直接 的にタンク内に放圧される。一次側のピストン室１３内の圧力が降下する。ベル トプーリ１１および１２の相互間隔が増大させられる。こうして、巻掛け伝動装 置の伝達比が「ロー」に向かって調節される。 第３図に示した液圧回路図においては、二次側圧力管路１０３から、チョーク 弁２９と一次側弁２０とを介して一次側圧力管路１０５に小さな圧力媒体容積流 しか達しないので、二次側弁６０は、小さなポンプフィード量もしくは車両機関 の低い回転数において既に開く。従って、広い回転数範囲にわたってコンスタン トな締付け力比Ｋp／Ｋsを、第２図のＫp／Ｋs線図における水平な線３に相応し て実現することができる。 この場合には小さな圧力媒体容積流しか圧力制限弁３０’を介して流れないの で、この圧力制限弁は、第１図に示した圧力制限弁３０と比べて一層小さく寸法 設定することができる。これにより、液圧非常制御に必要となる構造スペースが より小さくなる。 一次側弁２０に加えられる制御圧力に影響を与えるために、作業管路１０６’ にも、制御管路２３の、制御管路２４の開口と制御接続部２５との間にも、１つ または２つの別のチョーク弁またはオリフィス弁３２，３３を配置することがで きる（第４図）。作業管路１０６’に設けられたオリフィス弁３２は、一次側の 圧力制限弁３０’の弁独自の制御管路の手前に装着されている。Detailed description of the invention Hydraulic emergency control for adjusting a constant tightening ratio in a continuously variable winding transmission Background of the invention The invention relates to a hydraulic pressure control of the type according to the preamble of claim 1. Depart from the emergency control. A similar hydraulic emergency control for an electronically controlled continuously variable transmission (CVT) is known from DE 196 09 785, which has not yet been published. The CTV transmission described therein, which is preferably used in motor vehicles, has a control for emergency driving. This control device provides a switching position with a high transmission ratio in the event of a failure of the electrical control device of the standard driving operation, which results in better restart and start conditions. During such control, in particular, the ratio of the primary side clamping force to the secondary side clamping force between the pulling means and the belt pulley pair is constantly maintained over the intermediate transmission ratio range. In this intermediate transmission ratio range, the transmission ratio changes according to the required torque of the driven shaft. When a high torque is required, a high transmission ratio is selected that allows starting from a standstill, whereas a low transmission ratio is required when a low torque is required, for example when engine braking torque is generated. Can be squeezed. The means required for this are shown in FIGS. 1 and 2 in the above specification. ADVANTAGES OF THE INVENTION The hydraulic emergency control device according to the present invention is intended to utilize a continuously variable winding transmission over the entire transmission ratio range without the aid of an electro-hydraulic control device operating during standard driving operation. It is necessary. The hydraulic emergency control device provides a starting transmission ratio in the low range at the start of the vehicle, in order to enable starting of a certain type of vehicle, for example on a mountain road or from an underground garage. Similarly, when the running speed is high and the engine torque is low, a transmission ratio in the "overdrive" range is generated. It is important in this case that during transmission of the engine brake, for example when braking the vehicle, the transmission ratio does not fall completely into the overdrive range, but after a rapid increase in the speed of the vehicle engine due to a new start or acceleration. The transmission ratio is immediately adjusted in the “low” direction. In the case of the hydraulic emergency control device according to the invention, the clamping force ratio changes as a function of the pumped pump volume flow or the engine speed. For this purpose, at least one choke valve is arranged in the open hydraulic circuit for supplying pressure medium to the respective piston chambers of the primary and secondary axial adjustment devices. The pressure change associated with the volume flow produced by this choke valve is aided by another valve and changes the crimping pressure at the corresponding pair of belt pulleys. One primary valve and one secondary valve are used to regulate the primary pressure and the secondary pressure, respectively. Each valve is controlled during emergency driving via a respective solenoid-operated front control valve which is open. These pre-control valves are connected via orifice valves, in particular to the outlet of the secondary valve. The pressure medium pressure in the primary piston chamber is additionally limited by a primary pressure limiting valve. The outlet of such a pressure limiting valve is connected via a control line to a control line located between the primary side pre-control valve and the primary side valve. At the same time, an opening portion in which the control line disposed at the outlet of the pressure limiting valve opens into the control line extending from the front control valve and the control line extending from the front control valve communicate with the primary side front control valve. An orifice valve is arranged between the supply line and a branch point. Such a hydraulic circuit is particularly effective when the engine speed increases during a short period of time during an emergency running operation, especially when the transmission ratio is moved in the direction of overdrive during engine braking operation. It reacts by a pressure rise on the primary side that exceeds the pressure. This causes the pressure medium, which is short-lived in the control line between the orifice valve and the control inlet of the primary valve, to move the primary valve to the return position. In this return position, the pressure medium in the primary piston chamber is released into the tank. This increases the transmission ratio of the wrapping transmission, which allows a new acceleration of the vehicle. Further configurations of the invention result from the embodiments shown in the claims below and in the drawings. BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS Embodiments of the invention will be described in detail with reference to the following drawings and simplified diagrams, together with the background art schematically illustrated in the drawings in the form of hydraulic circuits. FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram for adjusting a preselected clamping force ratio. FIG. 2 is a diagram of a tightening force ratio. FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram similar to FIG. 1, with an orifice valve in the control line leading to the primary valve. FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram similar to FIG. 3, with another two orifice valves. DESCRIPTION OF THE EMBODIMENTS FIG. 1 shows a hydraulic circuit diagram for controlling the hydraulic oil pressure of a pressure cylinder on a driving side and a driven side of a continuously variable transmission. Is shown. The known winding transmission 10 has two belt pulley pairs. Between these belt pulleys, a transmission means 14, for example, a sliding top plate belt, a chain, a V-belt and the like are arranged. Each pair of belt pulleys comprises two belt pulleys 11, 12; 15, 16 respectively. These belt pulleys are formed to be hydraulically tensionable with each other. The piston and cylinder parts required for this are advantageously integrated at least in part of the belt pulley. The piston chamber confined by these parts is the piston chamber 13 on the primary side and the piston chamber 17 on the secondary side. These piston chambers are loaded with the working pressure required for this, depending on the transmission ratio to be adjusted. The belt pulley pair on the primary side is driven by, for example, a vehicle engine, while the belt pulley on the secondary side acts on the drive system of the vehicle. A hydrostatic pump 7, for example, driven by a vehicle engine, supplies hydraulic fluid to both piston chambers 13, 17 in order to apply the necessary tightening force to the belt pulley pairs 11, 12 and 15, 16. . In the arrangement described here, the required secondary pressure on the driven side is greater than or equal to the required primary pressure on the driving side. The piston medium 17 on the secondary side is supplied with a pressure medium via the working pipe 102 and the secondary pressure pipe 103 without the intervention of a valve. The secondary pressure is regulated by a secondary valve 60 and a pre-control valve 70 formed as a pressure limiting valve. A working line 111 is located between the valves 60 and 70. An orifice valve 77 is disposed in the working line 111 before the front control valve 70. The secondary valve 60 is a pressure limiting valve controlled by an external force. The front control valve 70 is a pressure limiting valve that can be operated electromagnetically. The output of this pressure limiting valve is released into the tank. The control line 71 of the front control valve 70 branches off behind the orifice valve 77. This control line 71 is additionally connected to a hydraulic reservoir 75. The primary oil pressure in the piston chamber 13 is regulated by a primary valve 20 formed as a three-port, three-position, proportional directional valve. Such a primary valve 20, supplied with oil from the secondary pressure line 103 via the working line 104, is connected to the piston chamber 13 via the primary side pressure line 105. The primary valve 20 has on the one hand a control connection 25 on the left and on the other hand a mechanical return spring 21 on the right. A choke valve 29 is mounted in the working conduit 104 leading to the inflow connection of the primary valve 20. A working pipeline 106 branches off from the primary pressure pipeline 105. This working line 106 leads into the transmission lubricating medium line 121 via two pressure limiting valves 30 and 40. A return line 107 connected to the outlet of the primary valve 20 is open in the working line 106. The pressure limiting valve 30 is provided between such an opening and the branch of the working line 106 from the primary side pressure line 105. The working line 106 intersects the working line 111 between the opening of the return line 107 and the pressure limiting valve 40. Another working channel 112 branches off from the working channel 111. The working line 112 terminates in a pressure relief valve 50, which can be operated electromagnetically, at a tank relief. The pressure limiting valve 50 is a front control valve for the primary valve 20. An orifice valve 57 is disposed in front of the front control valve 50. A control conduit 51 branches between the orifice valve 57 and the supply connection of the front control valve 50. A hydraulic pressure reservoir 55 is connected to this control line. The control line 23 is connected to the area of the branch. This control line leads to a control connection 25 of the primary valve 20. A tank return pipe 125 is arranged between the transmission lubrication medium pipe 121 and the tank. This tank return pipe opens into the work pipe 101 before the pump 7, for example. A lubricating pressure valve 80 is mounted on the tank return pipe 125. This lubricating pressure valve is formed as a pressure limiting valve. This pressure limiting valve limits the lubricating pressure upward. In the event of a failure of the electronic control unit, the electromagnets of the front control valves 50, 70 are no longer powered. The front control valves 50, 70 open. The pressure in the control lines 62, 23 decreases. Subsequently, the secondary valve 60 adjusts the maximum limiting pressure, while the primary valve 20 is moved to the switching position 3. The pressure limiting valve 30 in the working line 106 opens when the pressure exceeds a preset maximum primary pressure. The pressure medium flows from the secondary pressure line 103 to the working line 104, the choke valve 29, the primary side valve 20, the primary side pressure line 105, the primary side pressure limiting valve 30, the working line 106 And flows to the pressure limiting valve 40. In the pressure limiting valve 40, a pressure medium for controlling the pre-control valves 50 and 70 is provided. When limit pressure of the pressure limiting valve 30 of the secondary valve 60 and the primary side is constant, the constant clamping force ratio K p / K s is caused in the piston chamber 13, 17. Figure 2 is a ratio of a line diagram schematically showing respect transmission ratio i of the belt-driven between the primary side cylinder of the clamping force K p and the secondary side of the cylinder of the clamping force K s. On the abscissa axis of this diagram, the transmission ratio is plotted so as to increase toward the right. A maximum transmission ratio called "low" is usually selected when the vehicle starts, while a minimum transmission ratio called "overdrive" corresponds to the highest gear. The upper curve 1 covering the entire transmission ratio range represents the tightening force ratio required for torque transmission during full load operation. The lower curve 2, also covering the entire transmission range, reproduces the clamping force ratio for the case where the torque to be transmitted is almost zero. The clamping force ratio K p / K s generated on the basis of the hydraulic circuit shown in FIG. 1 corresponds to a substantially central horizontal line 3 in FIG. According to this, for example, the transmission ratio can be adjusted between a substantially "low" state at the time of starting and a substantially "overdrive" state, for example, during engine braking at a higher speed. The hydraulic circuit shown in FIG. 1 has disadvantages when the engine speed is low. This inconvenience is caused especially at the start. If the primary pressure limiting valve 30 is opened after the specified primary limiting pressure has been reached, in some cases all of the volume flow pumped by the pump 7 will be choked without opening the secondary valve 60. It may be guided to the pressure limiting valve 40 via the valve 29, the primary side valve 20, and the primary side pressure limiting valve 30. Thus, the tightening force ratio is defined by the pressure drop of the choke valve 29 and the limiting pressure of the primary side pressure limiting valve 30. Due to the decrease in the secondary pressure, the clamping force ratio K p / K s increases, ie the line 3 is shifted towards the line 5. At line 5, the transmission ratio is shifted toward overdrive during engine braking, and at full load, only a small transmission ratio adjustment toward "low" is possible. This is inconvenient when starting. In order to ensure a constant tightening force ratio even at relatively low rotational speeds of the motor vehicle, the hydraulic circuit diagram shown in FIG. Is connected to the control line 23 leading to the primary side front control valve 50. An orifice valve 31 is arranged in the control line 23 between the opening of the control line 24 and the front control valve 50. Additionally, a return connection of the primary valve 20 is connected to the tank. If the primary pressure exceeds the pressure limit of the pressure limiting valve 30 ′ during the emergency running operation, the pressure medium flows into the tank from the primary pressure line 105 via the open pre-control valve 50. At this time, the pressure medium passes through the working line 106 ′, the primary side pressure limiting valve 30 ′, the control line 24 and the control line 23 provided with the orifice valve 31. When the primary side pressure limiting valve 30 ′ is opened sufficiently large, the pressure in the control line 24 and the pressure in the control line 23 between the orifice valve 31 and the primary side valve 20 before the orifice valve 31. As the pressure increases, the slider of the primary valve 20 is moved to the switching position 1 against the force of the return spring 21. As a result, the primary pressure line 105 is directly discharged into the tank. The pressure in the piston chamber 13 on the primary side drops. The distance between the belt pulleys 11 and 12 is increased. In this way, the transmission ratio of the winding transmission is adjusted towards "low". In the hydraulic circuit diagram shown in FIG. 3, only a small pressure medium volume flow from the secondary pressure line 103 reaches the primary side pressure line 105 via the choke valve 29 and the primary side valve 20. , The secondary valve 60 is already open at low pump feeds or low engine speeds. Thus, a constant clamping force ratio K p / K s over a wide engine speed range, can be realized in correspondence to the horizontal line 3 in K p / K s diagram of Figure 2. Since only a small pressure medium volume flow flows through the pressure limiting valve 30 'in this case, the pressure limiting valve can be dimensioned much smaller than the pressure limiting valve 30 shown in FIG. This reduces the structural space required for hydraulic emergency control. In order to affect the control pressure applied to the primary valve 20, one or both of the working line 106 'and the control line 23 between the opening of the control line 24 and the control connection 25 are provided. Two additional choke or orifice valves 32, 33 can be arranged (FIG. 4). The orifice valve 32 provided in the working line 106 'is mounted in front of a control line unique to the primary side pressure limiting valve 30'.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 カール―ハインツ ゼンガー ドイツ連邦共和国 Ｄ―74369 レッヒガ ウ ブッサルトヴェーク ８ (72)発明者 ヨアヒム ルー ドイツ連邦共和国 Ｄ―74321 ビーティ ッヒハイム―ビッスィンゲン エッシェン ヴェーク ２ (72)発明者 ペーター ボイエルレ ドイツ連邦共和国 Ｄ―71636 ルートヴ ィヒスブルク バーリンガー シュトラー セ 24 【要約の続き】 に、伝達比が「オーバドライブ」に向かってシフトする ことが回避され、新たな発進時には伝達比が「ロー」に 向かって調節されることが可能である。 ──────────────────────────────────────────────────の Continued on the front page (72) Inventor Carl-Heintz-Senger Germany D-74369 Lechga U. Bussertweg 8 (72) Inventor Joachim Ruh Germany D-74321 Beattyheim-Bissingen Eschen Weg 2 ( 72) Inventor Peter Bojerle Germany D-71636 Ludwigsburg Berliner Strasse 24 It can be adjusted towards "low".

Claims (1)

【特許請求の範囲】 1. 無段式の巻掛け伝動装置（１０）の第１および第２の液圧式のベルトプーリ 軸方向移動調節装置内の作動油圧力を伝達比に関連して変化させるための液圧非 常制御装置であって、 （イ）少なくとも、第２の軸方向調節装置のピストン室（１７）に直接的に 作動油を供給するポンプ（７）が設けられており、 （ロ）第２の軸方向調節装置の作動油圧力を制限する少なくとも１つの二次 側弁（６０）が設けられており、 （ハ）電磁的に操作される圧力制限弁（７０）が設けられており、該圧力制 限弁が二次側弁（６０）に後置されていて、該二次側弁を遠隔制御するようにな っており、圧力制限弁（７０）の供給部には、オリフィス弁（７７）が配置され ており、該オリフィス弁（７７）の後方では、二次側弁（６０）を遠隔制御する ための制御管路（６２）が分岐しており、 （ニ）ピストン室（１７）の供給部から作動油を供給される比例方向切換弁 （２０）が設けられており、該比例方向切換弁を介して、第１の軸方向調節装置 のピストン室（１３）が圧力媒体を供給されるようになっており、 （ホ）ピストン室（１７）の供給部と比例方向切換弁（２０）との間に、チ ョーク弁（２９）が配置されており、 （ヘ）電磁的に操作される圧力制限弁（５０）が設けられており、該圧力制 限弁（５０）が二次側弁（６０）に後接続されていて、比例方向切換弁（２０） を液圧的に制御するようになっており、圧力制限弁（５０）の供給部には、オリ フィス弁（５７）が配置されており、該オリフィス弁（５７）の後方で、比例方 向切換弁（２０）を制御するための制御管路（２３）が分岐しており、 （ト）ピストン室（１３）の供給部内の圧力を制限する圧力制限弁（３０， ３０’）が設けられている 形式のものにおいて、 （チ）圧力制限弁（３０’）の出口が、比例方向切換弁（２０）を制御する ための前記制御管路（２３）に、制御管路（２４）を介して接続されており、 （リ）該制御管路（２４）が比例方向切換弁を制御するための前記制御管路 （２３）内に開口する開口部と、該制御管路（２３）が圧力制限弁（５０）に通 じる供給管路（１１２）から分岐する分岐部との間に、オリフィス弁（３１）が 配 置されている ことを特徴とする、液圧非常制御装置。 2. 比例方向切換弁（２０）が３ポート３位置弁であり、該３ポート３位置弁の スライダが戻しばね（２１）と、制御接続部（２５）を備えた液圧的な操作部と の間に緊定されていて、遮断手段位置を有している、請求項１記載の液圧非常制 御装置。 3. 圧力制限弁（５０，７０）が非通電状態において開かれている、請求項１記 載の液圧非常制御装置。 4. 圧力制限弁（５０，７０）の各制御管路（５１，７１）に、液圧貯え器（５ ５，７５）が接続されている、請求項１記載の液圧非常制御装置。 5. 圧力制限弁（５０，７０）への管路内の圧力媒体の圧力が、補助圧力弁（４ ０）によって制限されるようになっている、請求項１記載の液圧非常制御装置。 6. 補助圧力弁（４０）に、圧力制限弁（８０）が潤滑圧力弁として後接続され ており、該潤滑圧力弁の入口の手前に潤滑媒体管路（１２１）が分岐していて、 潤滑圧力弁の出口がタンク内に放圧されるか、または、ポンプ（７）の吸込接続 部に供給されるようになっている、請求項５記載の液圧非常制御装置。 7. ばね負荷される弁（２０，３０，４０，６０，８０）の少なくとも一部の戻 しばねのばね定数が、機 械的または電気的に調節可能である、請求項１記載の液圧非常制御装置。 8. 作業管路（１０６’）に少なくとも１つのオリフィス弁（３２）が位置して いる、請求項１記載の液圧非常制御装置。 9. 制御管路（２３）内で、制御管路（２４）の開口部と、制御接続部（２５） との間に、少なくとも１つのオリフィス弁（３３）が配置されている、請求項１ 記載の液圧非常制御装置。[Claims] 1. First and second hydraulic belt pulleys of a continuously variable winding transmission (10) Hydraulic pressure for changing the hydraulic pressure in the axial displacement control in relation to the transmission ratio Always control device,     (B) at least directly into the piston chamber (17) of the second axial adjustment device; A pump (7) for supplying hydraulic oil is provided,     (B) at least one secondary for limiting the hydraulic pressure of the second axial adjustment device; A side valve (60) is provided,     (C) an electromagnetically operated pressure limiting valve (70) is provided; A limit valve is placed after the secondary valve (60) to remotely control the secondary valve. An orifice valve (77) is provided at a supply portion of the pressure limiting valve (70). Behind the orifice valve (77) to remotely control the secondary valve (60) Control line (62) for     (D) Proportional directional control valve supplied with hydraulic oil from the supply section of the piston chamber (17) (20) is provided, and a first axial adjustment device is provided via the proportional directional control valve. Of the piston chamber (13) is supplied with a pressure medium,     (E) A switch between the supply section of the piston chamber (17) and the proportional directional control valve (20). A yoke valve (29) is located,     (F) an electromagnetically operated pressure limiting valve (50) is provided; A limiting valve (50) downstream of the secondary valve (60) and a proportional directional valve (20); Is hydraulically controlled, and an orifice is provided in a supply portion of the pressure limiting valve (50). A orifice valve (57) is arranged behind the orifice valve (57), A control line (23) for controlling the directional control valve (20) is branched,     (G) A pressure limiting valve (30, 30) for limiting the pressure in the supply section of the piston chamber (13). 30 ') is provided   In the form     (H) The outlet of the pressure limiting valve (30 ') controls the proportional directional control valve (20). Connected via a control line (24) to the control line (23) for     (I) the control line for controlling the proportional directional control valve by the control line (24); An opening opening into (23) and the control line (23) communicate with the pressure limiting valve (50). The orifice valve (31) is provided between the supply pipe (112) and a branch point branched from the supply pipe (112). Arrangement Is placed A hydraulic emergency control device. 2. The proportional directional control valve (20) is a three-port three-position valve. A slider comprising a return spring (21) and a hydraulic control with a control connection (25). 2. The hydraulic emergency restraint of claim 1, wherein the hydraulic emergency restraint is tightened during Control device. 3. The pressure limiting valve (50, 70) is open in a de-energized state. Onboard hydraulic emergency control device. 4. In each control line (51, 71) of the pressure limiting valve (50, 70), a hydraulic pressure reservoir (5 5. The hydraulic emergency control device according to claim 1, wherein the control device is connected to the hydraulic emergency control device. 5. The pressure of the pressure medium in the pipeline to the pressure limiting valves (50, 70) is 2. The hydraulic emergency control system according to claim 1, wherein the emergency control system is limited by 0). 6. A pressure limiting valve (80) is connected to the auxiliary pressure valve (40) as a lubricating pressure valve. And a lubricating medium pipe (121) branches before the inlet of the lubricating pressure valve. The outlet of the lubrication pressure valve is released into the tank or the suction connection of the pump (7) A hydraulic emergency control device according to claim 5, adapted to be supplied to a section. 7. Returning at least part of the spring-loaded valve (20, 30, 40, 60, 80) The spring constant of the spring The hydraulic emergency control device according to claim 1, wherein the hydraulic emergency control device is mechanically or electrically adjustable. 8. At least one orifice valve (32) located in the working line (106 ') The hydraulic emergency control device according to claim 1, wherein 9. In the control line (23), the opening of the control line (24) and the control connection (25) And at least one orifice valve (33) is arranged between the two. Hydraulic emergency control device as described.
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